1 问题描述

随着铁路运输向高速、重载方向快速发展，对牵引电机设计的要求越来越苛刻，以往靠经验或利用经验公式进行比较，通过粗略计算来确定电机结构参数的方法已不能满足要求，有限元仿真分析做为一个重要的手段在牵引电机设计和研发中扮演越发重要的角色。

牵引电机的悬挂方式通常包括两种：轴悬（抱轴式）和架悬式，轴悬连接方式中，牵引电机的一端用抱轴承支在车轴上，另一端通过吊杆弹性地吊在转向架构架上；架悬式则是电机两端通过上下悬挂吊在转向架构架的不同位置。在长期的运营中，由于重载及恶劣的运行条件，牵引电机悬挂支撑座等关键部位可能出现损伤和破坏问题，其中重要的一个原因就有结构静强度设计缺陷问题，因此有必要对电机机座进行系统的静强度校核，明确牵引电机的应力水平和分布状况，找出潜在的危险部位，为后续结构的改进甚至结构的优化提供依据，改进并指导牵引电机的结构设计和研发。

由于南车株洲牵引电机主要用于机车、动车和地铁，配备机车的电机一般是轴悬式，动车采用刚性悬挂的架悬式，地铁采用弹性悬挂的架悬式。我们选用一种具有典型意义的牵引电机悬挂方式，地铁架悬，以合理的有限元分析方法和流程，进行各种工况下牵引电机定子机座的静强度校核。

2 分析对象

此次分析以昆明地铁电机YQ190-6机座为对象，为八方压型整体焊接结构，采用弹性悬挂的架悬式安装。电机机座不但承担电机自身工作中产生的电磁力矩、转子重量，同时还通过外部接口于轮对车轴、转向架连接，是整个电机的机械支撑部件。

3 分析要求

建立合理的牵引电机机座静应力仿真分析流程和仿真分析方法；通过静应力分析，明确牵引电机的应力水平和分布状况，找出潜在的危险部位，校核结构的静应力设计；明确电机在不同载荷工况下的设计裕量和安全系数；通过静强度校核，结合产品制造水平和工艺以及动力学、疲劳分析，为后期的结构改进和结构优化提供依据和指导作用。

4 几何模型

几何模型在UG中创建，由厂方提供。通过几何接口导入到DM中进行处理。建立的几何模型主要包括铁芯、压圈、拉板、前后端盖、弹性垫圈、联接螺栓、实验支架等，转子部分简化为集中质量与端盖通过RBE3柔性连接，集中质量的位置为转子部分的重心。在几何建模中保留了机座压圈的详细倒角尺寸。其结构如图2-1 所示。机座部分设计质量为590Kg，实际机座部分建模总重为589.13kg。

5 模型处理和简化

根据牵引电机结构特点，分析时假设焊接质量完好，已通过无损伤探测。建模时将各个焊接零件作为一个整体结构来处理。对分析结果影响较小的吊攀、圆孔和螺栓孔等结构则进行了必要的简化，在悬挂等关键位置的详细设计尺寸和细节如圆角、倒角等予以保留，悬挂附件的焊接区域详细细节也进行建模处理。机座连接的定子铁心通过等效材料属性参数的形式给定，定子线圈通过计算设计重心，用质量单元模拟;转子装配的转轴简化为质量单元采用RBE3柔性连接。

6 网格模型划分

网格在WB ANSYS MESHIGN 里完成，采用智能尺寸和局部网格加密控制。网格划分以带中间的四面体单元（10节点）为主，辅助以局部的六面体中间节点单元，在较宽的薄板上保证两层网格。对分析关键区进行局部加密。最后分析使用的整个有限元模型规模为：

单元数目：1272347

节点数目：824656

划分的网格模型见图3-1

7 联接接触定义

接触当两个分离的表面相互接触、相切，就认为是 “接触”(contact)。从通常物理意义来说, 相互接触的面有以下特征:不能相互穿透；可传递法向压力和切向摩擦力；通常不传递法向张力，因此它们可以相互分离；接触是状态改变非线性，就是说系统刚度取决于接触状态，零件是否接触或分离。

为接触面间接触相容性，ANSYS提供了多种不同的接触算法来保证接触界面的相容性。对于非线性实体接触面, 可以选用Pure Penalty 或 Augmented Lagrange 公式。对于特定的绑定接触可以使用MPC 公式。

对于机座这样的装配体，各零件之间存在大量的接触，在不同零部件之间定义对应各自类型的接触，进行接触设置。在机座与实验支架之间采用弹性垫圈，螺栓进行联接。由于涉及大量的接触，在WB中可自动创建接触对，然后对接触选项根据实际情况进行修改。共创建了73对接触，如图5-1。

8 边界约束和载荷定义

通过对牵引电机的机座进行受力分析,计算中考虑的载荷有:电磁转矩的作用；电机的重力作用；电机的冲击振动载荷；单边磁拉力的作用；拉板预应力作用；螺栓预紧力。其中电磁转矩包含四种工况：额定，启动，制动，堵转。电机振动冲击载荷根据 TB/T2360一93《铁道机车动力学性能实验鉴定方法及评定标准》中的有关内容，取机车车体垂直方向的惯性加速度为4.25g、横向方向为3.7g、前后方向为2g，包含四种工况：三个单方向惯性加速度以及一个总体加速度。具体计算工况如下：

A 转矩955Nm+垂向（y方向）42.5m/s2+自重+单边磁拉力。

B 转矩955Nm+横向（x方向）37m/s2+自重+单边磁拉力。

C 转矩955Nm+纵向（z方向）20m/s2+自重+单边磁拉力。

D 转矩955Nm+横向（x方向）37m/s2+垂向（y方向）42.5m/s2+纵向（z方向）20m/s2+自重+单边磁拉力。

E 转矩955Nm+垂向（y方向）300m/s2+自重+单边磁拉力。

F 转矩955Nm+横向（x方向）300m/s2+自重+单边磁拉力。

G 转矩955Nm+纵向（z方向）300m/s2+自重+单边磁拉力。

H 启动工况——转矩1402Nm+自重。

L 短路工况——转矩8412 Nm+横向（x方向）37m/s2+垂向（y方向）42.5m/s2+纵向（z方向）20m/s2+自重。

在WB中可基于同一模型进行多工况的设置，其项目图表如图6-1。

除上述工况中载荷外，此外每种工况的分析中还考虑了压圈压紧力3MPa，加载在连接板的端部；螺栓预紧力230KN（bolt pretention），加载在螺杆上。

在安装支架底面施加固定约束，施加的典型载荷如图6-2。

9 静力计算结果后处理

对于求解的结果，首先要进行力的收敛性判断。根据静力的平衡原理，约束反力应该与施加的外载荷大小相等、方向相反。在WB中，插入probe》Force Reaction 和Moment Reaction，选择提取约束处反力，如图 7-1 为工况G下约束处XYZ三个方向的力和力矩，与施加外载对比，Y向主要重力作用（结构包括支架总重为921.25Kg，重力为-9028.25N（方向为Y负向），与反力计算结果误差很小。同样校核其它方向的力和力矩。说明力收敛，计算结果有效。

位移结果提取

通过统计分析，在E工况（转矩955Nm+垂向（y方向）300m/s2+自重+单边磁拉力）和G工况（转矩955Nm+纵向（z方向）300m/s2+自重+单边磁拉力）分别在两个方向上位移值较大，在设计时应考虑这两种工况的变形量是否合乎要求。通过位移变形云图检查变形趋势和变形量是否符合工程实际，例如机座在A工况（转矩955Nm+垂向（y方向）42.5m/s2+自重+单边磁拉力）下，整体应该在Y向上有较大的位移量。查看结果，整体最大位移为1.4485mm，X向0.5806，Y向1.4223mm，Z向0.1771mm。可见变形量符合预期，分析位移结果可信。